- •1.Введение
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Кинематический расчет
- •3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
- •4. Расчет передач
- •4.1. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи.
- •4.1.1. Выбор материала и способа термообработки колёс
- •4.1.2. Расчет допускаемых контактных напряжений
- •4.1.3. Определение допускаемых напряжений изгиба Определяем допускаемые контактные напряжения по уравнению[3, с. 280]:
- •4.1.4. Проектировочный расчёт передачи
- •Модуль зацепления:
- •4.1.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталость
- •4.2. Расчет цепной передачи
- •5. Предварительный расчет диаметров валов
- •5.1. Выбор материалов валов
- •5.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
- •5.3. Определение диаметров ступеней вала
- •5.4. Определение диаметра ведущего вала
- •5.5. Определение диаметра ведомого вала
- •6. Подбор и проверочный расчет муфт
- •7. Предварительный подбор подшипников
- •7.1. Для быстроходного вала
- •7.2. Для тихоходного вала
- •8. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
- •9.Расчет валов по эквивалентному моменту
- •9.1. Определение сил в зацеплении закрытых передач
- •9.1.2 Определение консольных сил
- •9.2 Расчетная схема валов редуктора
- •9.2.1 Радиальные реакции в опорах подшипников быстроходного и тихоходного валов[2, с.64]:
- •10.Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.
- •10.1 Расчет долговечности подшипников быстроходного вала
- •10.2 Расчет долговечности подшипников тихоходного вала
- •11.Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений.
- •11.1 Расчет шпонки под колесом для ведомого вала.
- •11.2 Расчет шпонки под звездочкой.
- •11.3 Расчет шпонки под муфтой.
- •12.Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей.
- •12.1. Посадки.
- •12.2. Шероховатости.
- •12.3. Допуски.
- •13.Расчет валов на выносливость.
- •13.1 Проверка на усталостную прочность быстроходного вала
- •13.2. Проверка на усталостную прочность тихоходного вала
- •14.Описание сборки редуктора
- •15. Регулировка подшипников и зацеплений.
- •15.1. Регулировка подшипников
- •15.2. Регулирование зацепления
- •8. Список литературы
- •6. Курсовое проектирование деталей машин / с.А.Чернавский [и др.].-м.:Машиностроение, 1987г.
4.1.4. Проектировочный расчёт передачи
Ориентировочное значение межосевого расстояния [1, с. 45]:
,
где -вспомогательный коэффициент:для косозубой передачи принимаем-[5,c.57];
T2 - вращающий момент на валу, T2=122.501 Н·м,
-передаточное число передачи, =3,15,
-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметрапо графику(рис.5.3, с.57 [1]):
-коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от расположения колес относительно опор, [1, c. 22].Передача косозубая, расположение колес - симметричное, следовательно ,
Из 1-ого ряда выбираем стандартное значение для межосевого расстояния [1, c.55, табл. 5.4].Принимаем
Модуль зацепления:
Нормальный модуль зацепления:
По ГОСТ 9563-79 из первого ряда выбираем стандартное значение модуля зацепления:
.
Рабочая ширина колеса:
Ширина шестерни определяется по формуле :
.
принимаем
Угол наклона зубьев:
Угол наклона зубьев для косозубой передачи без смещения рекомендуется [1,c.46]. Принимаем .
Число зубьев шестерни и колеса:
Суммарное число зубьев [1, c.46]:
Число зубьев шестерни:
принимаем
Число зубьев для колеса:
- фактическое передаточное число.
Проверяем отклонение фактического передаточного отношения от заданного,
оно не должно превышать 4%:
.
т. е. условие выполняется.
Уточнение угла наклона зубьев:
Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:
мм;
Проверка межосевого расстояния
Межосевое расстояние проверим по формуле:
Вычисление усилий действующих в зацеплении
Ft - окружная сила. Определяем по формуле:
Fr - радиальная сила. Определяем по формуле:
Fа – осевая сила. Определяем по формуле:
4.1.5. Проверочный расчёт передачи на контактную усталость
Расчетное контактное напряжение рассчитывается по формуле [6, с. 14]:
где [σН] – допускаемое контактное напряжение;
σН0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при
[6, с. 14]:
Коэффициент нагрузки определяют по зависимости [7,c.14];
,
где =1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [6, табл. 6, с. 15];
–коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
,
где – удельная окружная динамическая сила[6, табл. 6, с. 16];
,
где δН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев,
g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
v – окружная скорость зубчатых колес:
–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [6, табл. 6, с. 16];для прямозубых и косозубых при осевом коэффициенте перекрытия ().
Если , то;
Если , то,
где - степень точности[c.55,табл.5.6]
ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес ZE = 190МПа [6, табл. 6, с. 15];.
ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [6, табл. 6, с. 15];
,
где - делительный угол профиля в торцовом сечении:[8,c.174, табл. 9.1];
- угол зацепления, для косозубой передачи без смещения ;
[8, c.174, табл. 9.1];
βb – основной угол наклона для косозубой передачи [6, с. 60, табл. 20]:
βb = arcsin (sin β · cos20°);
Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [6, с. 15, табл. 6]; при
При
,
где εα – коэффициент торцового перекрытия:
Для данной скорости колес степень точности- 9-я [1,табл.5.6].
δН = 0.02,g0 = 7.3;
Проверяем контактное напряжение:
Определим процент перегрузки:
Условие прочности выполняется. Перегрузка в пределах нормы.